THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
**********
Đề số 1A:
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Số liệu cho trước
1 Lực kéo xích tải F (N) F 9750 N
2 Vận tốc băng tải v (m/s) V 0,7 m/s
3 Đường kính băng tải D (mm) D 500 mm
5 Thời gian phục vụ L
h
(giờ) L
h
20000 giờ
6 Số ca làm việc 2 ca
7 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
α (độ)
α
45
o
độ
8 Đặc tính làm việc Êm
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 1
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư
ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức
đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm
việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và
phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính,
về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy
phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,
Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc
thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đó được
giao đề tài :
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên
Nguyễn Văn Huyến.Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền
đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng
động cơ điện thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để
truyền động đến băng tải.
Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù
đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được
những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn bè.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn
Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án
môn học này....
Hưng Yên, ngày…/…./….
Sinh viên: Nguyễn Trọng Đạt .
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 2
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực

Mục lục
Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:
- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
- Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang.
- Phần III : Tính toán bộ truyền xích
- Phần IV : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
- Phần V : Chọn khớp nối.
- Phần VI : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
- Phần VII : Tính chọn then.
- Phần VIII : Tính chọn ổ trục.
- Phần IX : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.
- Phần X : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
- Phần XI : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.
Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1
Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2
Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 3
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ
* Công suất cần thiết:
- Công suất danh nghĩa trên trục công tác: P
dn
= F.v/1000
Với F: lực kéo băng tải
V:
vận

tốc băng tải

⇒P
dn
= 9750.0,7/1000 =6,825 kW
- Công suất đẳng trị của động cơ: β = P
1
2
1
( / ) /
i i i
P t t t
∑ ∑
Trong đó: -P
1
: Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên
trục công tác.
- P
i
: Công suất tác dụng trong thời gian t
i
.

⇒

β=
2 2
1 .4 0,6 .4
8
+

= 0,82 kW
- Công suất tính toán trên trục máy công tác: P
t
= P
dn
.β
⇒

P
t
= 6,825.0,82 = 5,597 kW
- Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:
Ta gọi
η
ht
là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

η
ht
=
η
k
.
η
đ
.
η
rtru
.
η

ol
4
η
x

Theo bảng 2.3 –tr.19 Tài liệu 1

η
k
– hiệu suất của khớp nối.
η
k
= 1

η
đ
- hiệu suất của bộ truyền đai thang.
η
đ
= 0,95

η
rtru
– hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
η
rtru
= 0,97

η
ol

– hiệu suất của một cặp ổ lăn.
η
ol
= 0,99

η
x
– hiệu suất của bộ truyền xích.
η
x
= 0,92
⇒


η
ht
=1
2
.0,95.0,97.0,99
4
.0,92= 0,8144
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: P
ct
= P
t
/ η= = 5,597 /0,144 = 6,87 kW
* Số vòng quay đồng bộ của đ/cơ:
- Số vòng quay trên trục công tác: n
lv
= 60000.v/(πD)

Với: v- vận tốc băng tải (m/s)
D- Đường kính băng tải (mm)
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 4
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
⇒

n
lv
= 60000.0,7(3,14.500)= 26,75 (v/p)
- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ): u
t
= u
x
.u
đ
.u
h

Chọn sơ bộ TST : bộ truyền xích u
x
= 3,5
hộp giảm tốc=bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp u
h
=4
bộ truyền đai u
đ
= 4

⇒ u
t
= 3,5.4.4 = 56
- Số vòng quay trên trục động cơ : n
sb
= n
lv
. u
t
= 26,75 .56 = 1498 (v/p)
Chọn số vòng quay đồng bộ của đ/cơ: n
đb
= 1500 v/ph
* Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132M4
Kiểu
động cơ
Công suất Vận tốc quay
Vòng/phút
Kw Mã
lực
50Hz 60Hz
K160S4 7,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 94 (kg)
1.2. Phân phối tỷ số truyền:
* Tính lại tỷ số truyền chung: u
t
= n
đc
/ n
lv
= 1450 / 26,75 = 54

* Phân phối TST: Chọn u
h
= 4, chọn u
x
=3,5
Ta có: u
đ
= u
t
/(u
h
.u
x
) = 54 /(3,5.4) = 3,86
1.3. Tính các thông số trên các trục:
*Tính toán tốc độ quay của các trục :
- Trục động cơ: n
đc
=
k
dc
u
n
= 1450/1 =1450 (v/p)
- Trục I: n
I
=
dc
d
n

u
= 1450/3,86 = 375,6(v/p)
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 5
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
- Trục II: n
II
=
I
brr
n
u
= 374,4/4 = 93,9 (v/p)
*Tính công suất trên các trục:
- P
đc
= p
ct
= 6,87 kW
- P
I
= P
đc
.η
đ
.η
ol
= = 6,87.0,95.0,99 = 6,46 kW

- P
II
= P
I
. η
br
.η
ol
= 6,46.0,97.0,99 = 6,2 kW
* Tính mômen xoắn:
T
đc
= 9,55.10
6
.P
ct
/ n
đc
= 9,55.10
6
. 6,87 / 1450 = 45247,2 (Nmm)
T
1
= 9,55.10
6
.P
I
/ n
1
= 9,55.10

6
. 6,46/ 375,6 = 164251,9 (Nmm)
T
2
= 9,55.10
6
.P
II
/ n
2
= 9,55.10
6
. 6,2 / 93,9 =632585,5 (Nmm)
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 6
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
1.4. Bảng kết quả tính toán :
Trục
Thông số
Trục
Động cơ
Trục
I
Trục
II

Tỷ số truyền
3,86 4

Công suất
P( kW)
6,87

6,46 6,2

Số vòng quay
n (v/ph) 1450 375,6 93,9
Momen xoắn
T( N.mm)

45247,2 164251,9 632585,5
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 7
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1. Chọn tiết diện đai
Chọn tiết diện đai thang:
Theo hình 4.1 tài liệu [1]
Với P
đc
=5,5 kW
n
đc
= 1445 vòng/phút
→ chọn tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4,13 tài liệu (1):
Ký
hiệu

Kích thước tiết diện, mm
b
t
B h y
o
A 11 13 8 2,8 81
100 ÷ 200 560 ÷ 4000
Mặt cắt của đai thang
13
11
8
2,8
40
0
Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:
2.2.Tính toán sơ bộ đai
• Chọn đường kính bánh đai nhỏ
d
1
= (5,2...6,4)
3
1
T
Với T
1
: mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ.
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 8
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Khoa Cơ Khí Động Lực
T
1
=T
đc
=45247,2 N.mm
→ d
1
= (5,2…6,4) .
3
2,45247
= (185,3.. 228,06)
Chọn d
1
= 200mm
Kiểm tra vận tốc đai
1 1
max
. . .200.1445
15,12( / )
60000 60000
d n
v m s v
π π
= = = <
với v
max
= 25 m/s → thoả mãn điều kiện.
Theo (4.2) tài liệu [1]
Hệ số trượt: ε = 0,01-0,02 → chọn ε = 0,02

• Chọn đường kính bánh đai lớn là:
Theo (4.2) tài liệu [1], chọn
d
2
= u . d
1
.(1 - ε) = 3,86 .200(1 - 0,02) =756,6(mm)
Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn
d
2
= 800 mm
- Vậy tỉ số truyền thực tế:
2
1
800
4,1
(1 ) 200(1 0,02 )
t
d
u
d
ε
= = =
− −
Sai số tỉ số truyền là:
%5%5,2%100.
4
41,4
%100.
<=

−
=
−
=∆
u
uu
u
t
Thỏa mãn điều kiện
• Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai
Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và
đường kính bánh đai d
2
:b
2
0,95
a
d
=
→ a=0,95. d
2
= 0,95.800=760
Kiểm tra điều kiện a:
0,7(d
1
+ d
2
) + h ≤ a ≤ 2(d
1
+ d

2
)
0,7(d
1
+ d
2
) + h = 0,55(200+ 800) + 8 = 558
2(d
1
+ d
2
) = 2 (200 + 800) = 2000
→ thỏa mãn điều kiện
Theo (4.4) tài liệu [1]
Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:
2
2 1
1 2
2
( )
2. 0,5. .( )
4.
( 800 200 )
2.760 0,5. .( 200 800 ) 3208
4.760
d d
l a d d
a
mm
π

π
−
= + + +
−
= + + + =
Theo bảng 4.13 tài liệu [1] → chiều dài tiêu chuẩn
l = 3350 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo công thức (4.15) tài liệu [1]
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 9
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
max
15,12
4,51
3,35
v
i i
l
= = = <
với i
max
= 10 vòng/giây
- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2360 mm
Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]
4
.8
22

∆−+
=
λλ
a
Trong đó:
2
)(
21
dd
l
+
−=
π
λ
2
12
dd
−
=∆
[ ]
2 2
2 1 2 1 2 1
2
2
2 ( ) [ 2 ( )] 8( )
8
2.3350 3,14.( 800 200 ) 2.3350-3,14.(800+200) 8.( 800 200 )
8
836
l d d l d d d d

a
a
a mm
π π
− + + − + − −
⇒ =
− + + − −
⇒ =
⇒ =
Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ
1 2 1
1
57
180 ( )
57
180 ( 800 200 ) 139
836
o
o
o
o o
d d
a
α
α
= − −
= − − =
→ α
1
> α

min
= 120
o
→ thoả mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai z:
Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
zu.lo
d1
C.C.C.C . ][P
K.P
z
α
=
Trong đó:
+ C
α

: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1
Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] → C
α

= 1-0,0025(180-
1
α
) = 0,89với α = 139
o
+ C
l
: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

3350
1,97
1700
o
l
l
= =
Với -l: chiều dài đai của bộ truyền đang xét.
-l
o
: Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm ghi trong bảng 4.19 tài liệu (1)
Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] → C
l
= 1,15
+ K
đ
: hệ số tải trọng động
Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] → K
đ
= 1,1
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 10
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
+ C
u
: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] → C
u

= 1,14 với u = 3,86
+ [P
o
] : công suất cho phép (kW)
Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] → [P
o
] = 4,06 kW
với v = 15,12 m/s và d
1
= 200 mm
→ P1/ [P0] =6,87/4,06 = 1,69
+ C
z
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] → C
z
= 1
Do đó
z = 6,87.1,1/(4,06.0,89.1,15.1,14.1) = 1,45
→ lấy z = 1
2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1)
B = (z - 1) . t + 2e
Với z = 1, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]
→ B = (1 - 1) . 15 + 2 . 10 =20 (mm)
• Đường kính ngoài của bánh đai (với h
o
= 3.3)
d
a
= d1 + 2h

o
= 200 + 2 . 3,3 = 206,6 (mm)
Xét lực căng bánh đai
+ Xác định lực căng do lực li tâm sinh ra:
Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1]
F
v
= q
m
. v
2
=0,105.15,12
2
+ q
m
: khối lượng 1 m chiều dài đai
Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]
q
m
= 0,105 kg/m
+ v: vận tốc vòng =15,12(m/s)
+ P
1
: công suất trên bánh đai chủ động
Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]
v
d
o
F
zCv

KP
F
+=
..
..780
1
α
F0 =
1.89,0.12,15
1,1.87,6.780
+ 30 = 376,9 (N)
Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) tr64 tài liệu (1).
F
r
= 2F
o
. z . sin(
α
1
/2) = 2 . 376,9 . 1 . sin(139 /2)
→ F
r
= 706 (N)
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 11
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
F
1

F
1
F
2
F
2
F
r
O
1
d
1
n
1
1
45°
1
45°
O
2
d
2
2
2
n
2
a
w
1
Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc

B
t
d
d
a
ho
h
Hình dáng mặt cắt đai
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 12
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
Bảng thống kê
Thông số Ký hiệu Đai thang
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Số đai
Lực tác dụng lên trục
d
1
, mm
d
2
, mm
B, mm
l, mm
z

F
r
, N
200
800
20
3350
1
706
PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
3. 1. Chọn loại xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con
lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao.
3.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z
1
= 29 - 2. u
xích
≥ 19 (2.17)
Với u
xích
= 2 ⇒ z
1
= 29 - 2. 3,5 = 22 >19
Vậy: z
1
= 22 (răng)
Tính số răng đĩa xích lớn:

z
2
= u
xích
. z
1
≤ z
max
(2.18)
Đối với xích con lăn z
max
= 120, từ đó ta tính được: z
2
= 2,5. 22 = 77(răng)
b. Xác định bước xích p
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 13
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
Theo công thức 5.3 tài liệu (1), bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của
bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới
dạng:
P
t
= P. k. k
z
. k
n
≤ [P] (2.19)

Trong đó: P
t
- Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền; P = 2,19 (KW)
[P]- công suất cho phép
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n
01
= 200 vòng/phút, bước xích
p = 31,75 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - tài liệu [1], ta có: [P] = 19,3 (KW);
k
z
- Hệ số răng ; k
z
=
1
01
z
z
=
25
22
= 1,1363
k
n
- Hệ số vòng quay; k
n
=
01
II
n

n
=
200
92
= 2,17
Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1):
k = k
0
. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ
. k
c
(2.20)
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với:
k
0
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k
0
= 1 (do đường nối tâm
của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 45
o
<60
o
);

k
a
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
với a = (30…40)p, ta có: k
a
= 1;
k
đc
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp
vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: k
đc
= 1,25;
k
bt
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm
việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: k
bt
= 1,3;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta
chọn: k
đ
= 1,2;
k
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm
việc là 2 ca, ta có: k
c
= 1,25;

Từ (II -20) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437
Từ (II -19) ta tính được: P
t
= 2,19. 2,437. 1. 1,046= 5,79 (KW)
⇒ P
t
= 5,79 KW < [P] = 19,3 KW
Với bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1]
điều kiện p <p
max
được thỏa mãn.
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
a
sb
= 40p = 40. 31,75 = 1270(mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 14
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
x =
p
a2
+
2
21
zz
+
+

a
pzz
2
2
12
4
.)(
π
−
(2.21)
⇒ x =
75,31
1270.2
+
2
6024
+
+
1270.14,3.4
75,31.)2460(
2
2
−
= 122,82
Ta lấy số mắt xích chẵn x
c
= 122, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a
*
2w

= 0,25.p
( )
















−
−+−++−
2
12
2
1212
)(
2)](5,0[5,0
π
zz
zzxzzx
cc

(2.22)
Theo đó, ta tính được:
a
*
2w
= 0,25.31,75
( )
















−
−+−++−
2
2
14,3
)2460(
2)]2460(5,0122[24605,0122

⇒ a
*
2w

=1272,86 = 1273 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:
∆a = (0,002…0,004)a
*
2w
, ta chọn ∆a = 0,003a
*
2w
≈ 4 (mm)
⇒ a
w2
= a
*
2w
- ∆a = 1273 - 4 = 1269 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i =
c
III
x
nz
.15
.
1
≤ [i] (2.23)
⇒ i =

122.15
14,191.24
= 2,486
Theo bảng 5. 9 - tr 85 - tài liệu [1], ta có: [i] = 25;
⇒ i = 2,486 < [i] = 25, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa
xích
đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích.
c. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng va đập
trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
s =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
≥ [s] (2.24)
Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có:
Q = 88,5 kN = 88500 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [1]
, ta có: q = 3,8 kg;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], với
trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn k
đ
= 1
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2

SVTH: Nguyễn Thành Luân () 15
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z
1
:
v =
3
1
10.60
..
III
npz
(2.25)
⇒ v =
60000
14,191.75,31.24
= 2,427 (m/s)
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích:
F
t
=
v
P.1000
(2.26)
⇒ F
t
=

427,2
19,2.1000
= 902,35 (N)
F
v
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
F
v
= q. v
2
(2.27)
⇒ F
v
= 3,8. (2,427)
2
= 22,38 (N)
F
0
-Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F
0
= 9,81. k
f
. q. a (2.28)
Trong đó k
f
là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 1269 = 19,035 (mm);
k
f

= 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40
o

so với phương
nằm ngang;
⇒ F
0
= 9,81. 4. 3,8. 1,269 = 189,22 (N)
Từ đó, ta tính được: s =
38,2222,18935,902.1
88500
++
= 79,44
Theo bảng 5. 10 - tr 86- tài liệu [1], với n
1
= 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5
⇒ s = 79,44 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
d. Xác định đường kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta xác định
được các thông số sau:
• Đường kính vòng chia d
1
và d
2
:
d
1
=









1
sin
z
p
π
=








24
180
sin
75,31
o
= 243,24 (mm) Ta lấy d
1
= 243 (mm)
d
2

=








2
sin
z
p
π
=








60
180
sin
75,31
o
= 606,65 (mm) Ta lấy d
2

= 607 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh d
a1
và d
a2
:
d
a1
= p[0,5 + cotg(π/z
1
)] = 31,75. [0,5 + cotg(180
o
/24)] = 257,04 (mm)
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 16
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
Ta lấy d
a1
= 257 (mm)
d
a2
= p[0,5 + cotg(π/z
2
)] = 31,75. [0,5 + cotg(180
o
/60)] = 621,7 (mm)
Ta lấy d
a2

= 622 (mm)
• Đường kính vòng đáy(chân) răng d
f1
và d
f2
:
d
f1
= d
a1
- 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
r = 0,5025.d
l
+ 0,05 (2.29)
với d
l
= 19,05 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1].
⇒ r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,622 (mm)
do đó: d
f1
= 257 - 2. 9,622 = 237,75 (mm) , ta lấy d
f1
= 238 (mm)
d
f2
= 622 - 2. 9,622 = 602,75 (mm) , ta lấy d
f2
= 603 (mm)
∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σ

H
trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
σ
H
= 0,47.
( )
d
vddtr
kA
EFKFk
.
.
+
≤ [σ
H
] (2.30)
Trong đó: [σ
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu [1];
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 902,35 (N)
F
vd
- Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:
F
vd
= 13. 10

-7
. n
III
. p
3
. m (2.31)
⇒ F
vd1
= 13. 10
-7
. 191,14. (31,75)
3
. 1 = 7,95 (N)
k
d
- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k
d
= 1 (xích 1 dãy);
K
d
- Hệ số tải trọng động, K
d
= 1,2 (tải trọng va đập nhẹ);
k
r
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87- tài
liệu [1], với z
1
= 24 ⇒ k
r1

= 0,432
E =
21
21
.2
EE
EE
+
- Mô đun đàn hồi , với E
1
, E
2
lần lượt là mô đun đàn hồi của vật
liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 10
5
MPa;
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 17
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
A - Diện tích chiếu của bản lề, mm
2
, theo bảng 5. 12 - tr 87 - tài liệu [1],
ta có: A = 262(mm
2
);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:
- Ưng suất tiếp xúc σ
H

trên mặt răng đĩa xích 1:
σ
H1
= 0,47.
( )
1.262
10.1,2.95,72,1.14,902432,0
5
+
= 288,84 (MPa)
- Ưng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2
= 60 ⇒ k
r2
= 0,22
F
vd2
= 13. 10
-7
. n
IV
. p
3
. m = 13. 10
-7
. 76,45. (31,75)
3

. 1 = 3,18 (N)
⇒ σ
H2
= 0,47.
( )
1.262
10.1,2.18,32,1.35,902222,0
5
+
= 205,67 (MPa)
Như vậy: σ
H1
= 288,84 MPa < [σ
H
] = 600 MPa ; σ
H2
= 205,67 MPa < [σ
H
] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt luyện
là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z
2
= 60 ≥ 50 và vận tốc xích v = 2,427 m/s < 3
m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích.
f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích
Lực căng trên bánh xích chủ động F
1
và trên bánh xích bị động F
2
:

F
1
= F
t
+ F
2
; F
2
= F
0
+ F
v
(2.32)
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F
0
và F
v
nên F
1
= F
t
vì vậy lực tác dụng lên
trục được xác định theo công thức:
F
r
= k
x
. F
t
(2.33)

Trong đó: k
x
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với k
x
= 1,15 khi bộ truyền
nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40
o
;
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 902,35 (N);
⇒ F
r
= 1,15. 902,35 = 1037,7 (N)
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 18
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
F
2
F
rx
O
1
d
1
n

1
1
15°
15°
n
2
a
w
2
d
2
F
1
2
Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc
b
d
d
f
d
a
Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 19
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích
Các đại lượng Thông số
Khoảng cách trục a

w2
= 1269 mm
Số răng đĩa chủ động z
1
= 24
Số răng đĩa bị động z
2
= 60
Tỷ số truyền u
xích
= 2,5
Số mắt của dây xích x = 122
Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d
1
= 243 mm
Bị động: d
2
= 607 mm
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: d
a1
= 257 mm
Bị động: d
a2
= 622 mm
Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: d
f1
= 238 mm
Bị động: d
f2
= 603 mm

Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 19,05 mm
Bước xích p = 31,75 mm

PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG
4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Bánh nhỏ : Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có
các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có
các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
Tên Vật liệu
σ
b
σ
ch
HB
Bánh răng 1 Thộp 45 tôi cải tiến 850 580 250
Bánh răng 2 Thộp 45 tôi cải tiến 750 450 240
4. 2 Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định theo
công thức sau:
[σ
H
] =
H
H
S

lim
0
σ
. Z
R
.Z
v
.K
xH
.K
HL
(3. 34)

GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 20
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
[σ
F
] =
F
F
S
lim
0
σ
. Y
R
.Y

s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(3. 35)
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Z
v
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
Y
s
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
K
xF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: Z
R
Z

v
K
xH
= 1 và : Y
R
YsK
xF
= 1 , theo đó các công thức
(3. 17) và (3.18) trở thành:

[σ
H
] =
H
HLH
S
K.
lim
0
σ
(3. 34a)
[σ
F
] =
F
FLFCF
S
KK ..
lim
0

σ
(3. 35a)
Trong đó:
σ
lim
0
H
và σ
lim
0
F
lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - tài liệu [1], với thép 45 tôi cải
thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:

σ
lim
0
H
= 2HB + 70 ; S
H
= 1,1 ;
σ
lim
0
F
= 1,8HB ; S
F
= 1,75 ;
Với S

H
, S
F
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;
Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:
σ
1lim
0
H
= 2HB
1
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa;
σ
2lim
0
H
= 2HB
2
+ 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa;
σ
1lim
0
F
= 1,8. HB
1
= 1,8 . 250 = 450 MPa ;
σ
2lim
0
F

= 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ;
K
FC
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K
FC
= 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay
một chiều) ;
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 21
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
K
HL
, K
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, được xác định theo các công thức:
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
(3. 36)

K

FL
=
F
m
FE
FO
N
N
(3. 37)
Trong đó:
m
H
, m
F
- Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
m
H
= m
F
= 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;
N
HO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
Với:
N
HO
= 30.H
4,2
HB
(3. 38)

⇒ N
HO1
= 30. 250
2,4
= 17067789
N
HO2
= 30. 240
2,4

= 15474913
N
FO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
N
FO
= 4. 10
6
đối với tất cả các loại thép;
N
HE
, N
FE
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay
đổi nhiều bậc:
N
HE
= 60.c.
( )
iii

tnMM
3
max
/
∑
(3. 39)
N
FE
= 60.c.
( )
ii
m
i
tnMM
F
∑
max
/
(3.40)
Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
n
i
- Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
M
i
- Mô men xoắn ở chế độ thứ i;
M
max
- Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

t
i
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng t
i
= 24000( giờ).
Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
c = 1; n
II
= 578 vòng/phút ;
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; n
III
= 152,9 vòng/phút.

⇒ N
HE1
= 60. 1. 578. 24000.[(1)
3
.0,5 + (0,6)
3
. 0,5] =506050560
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 22
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
N
HE2
= 60. 1. 152,9. 24000.[(1)
3

.0,5 + (0,6)
3
. 0,5] = 133867008
N
FE1
= 60. 1. 361,25. 24000.[(1)
6
.0,5 + (0,6)
6
. 0,5] = 435576361
N
FE2
= 60. 1. 229,22. 24000.[(1)
6
.0,5 + (0,6)
6
. 0,5] = 115224265,7
Như vậy: N
HE1
> N
HO1
, N
HE2
> N
HO2
;

N
FE1
> N

FO!
, N
FE2
> N
FO2
.
⇒ K
HL1
= 1 , K
HL2
= 1;
K
FL1
= 1 , K
FL2
= 1.
Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được:
[σ
H
]
1
=
1,1
1.570
= 518,181 Mpa;
[σ
H
]
2
=

1,1
1.550
= 500 Mpa;
[σ
F
]
1
=
75,1
1.1.450
= 257,143 MPa;
[σ
F
]
2
=
75,1
1.1.432
= 246,857 Mpa.
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn
trong hai giá trị tính toán của [σ
H
]
1
và [σ
H
]
2
.
⇒ [σ

H
] =
[ ] [ ]
2
21 HH
σσ
+
=509,0905 Mpa.
*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:
1,25
[ ]
min
H
σ
= 1,25.500=625 Mpa > [σ
H
] =509,0905 Mpa.
* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:
[σ
H
]
max
= 2,8σ
ch
(3. 41)
[σ
F
]
max
= 0,8σ

ch
(3.42)
⇒ [σ
H1
]
max
= 2,8. 580 = 1624 Mpa;
[σ
H2
]
max
= 2,8. 450 = 1260 Mpa;
[σ
F1
]
max
= 0,8. 580 = 464 Mpa;
[σ
F2
]
max
= 0,8. 450 = 360 Mpa.
4.3 - Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
a) Xác định khoảng cách trục:
Ta có công thức 6.15a - tr 96 – tài liệu [1 ]:
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 23
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực

a
w
= K
a
.(u + 1).
[ ]
3
2
..
.
baH
HII
u
KT
ψσ
β
trong đó:
- K
a
: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Với cặp bánh răng nghiêng
làm bằng thép tra bảng 6-5 tr 96 – tài liệu [1]
=> K
a
= 43 Mpa
1/3
- T
II
: Mômen xoắn trên trục chủ động M
II
= 30260,44Nmm

- [σ
H
]
sb
= 509,0905 Mpa
- ψ
ba
= b
w
/a
w
Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta cú ψ
ba
= 0,3
- u là tỷ số truyền u = u
2
= 3,78- K
H
β
: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ψ
bd
ψ
bd
= 0,53. ψ
ba
(u + 1)
=> ψ
bd
=0,53.0,3.(3,78+1) = 0,76
Tra bảng 6-7 tr 96 – tài liệu [1] bộ truyền ứng với sơ đồ 6 và HB < 350 nên

= > K
H
β
= 1,01 và K
F
β
= 1,03
vậy a
w
= 43.(3,78 + 1).
( )
3
2
3,0.78,3.0905,509
,0130260,44.1
=96,023 mm
Chọn a
w
= 100 mm
b) Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ
d
w
=K
d
.
[ ]
3
2
..
)1.(.

baH
HII
u
uKT
ψσ
β
+
Trong đó:
K
d
- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,Theo bảng (6.5) tài liệu [1]
ta cú K
d
=67,5 Mpa
1/3
=>d
w
=67,5.
( )
3
2
3,0.78,3.0905,509
1)8.1,01.(3,7 30260,44
+
= 53,47 mm
4- Xác định thông số ăn khớp.
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 24
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Khoa Cơ Khí Động Lực
+) Xác định môđun ta có m = (0,01 ÷ 0,02)a
w

=> m = (0,01 ÷ 0,02).100 = (1, 0 ÷ 2, 0) mm
Kết hợp với bảng 6-8 tr 99 - tài liệu [1] chọn môđun tiêu chuẩn m = 2 mm
Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10
o
+) Số răng bánh nhỏ:
Z
1
=
)1(
10cos..2
34
+
°
um
a
ω
=
)178,3.(2
10cos.100.2
+
°
= 20,5 Chọn Z
1
= 20(răng)
+) Số răng bánh lớn:
Z

2
= u.Z
1
= 3,78.21= 75,6(răng) Lấy Z
2
= 76(răng)
=> TST thực là: u
m
= Z
2
/Z
1
= 76/20 = 3,8
⇒ Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 20+76=96(răng)
Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)

96
2
96.2
2
.
===
t
w

zm
a
(mm)
Rõ ràng là a
w
tính theo (6.21) khác với a
w
tính theo (6.15a) nói chung nó là một số lể. trị
số của a
w
được quyết định tùy thuộc vào quy mô sản xuất và yêu cầu cụ thể khi thiêt kế
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:
và góc nghiêng thực tế là:

( )
( )
967,0
100.2
2.7620
.2
21
=
+
=
+
=
w
n
a
mZZ

Cos
β
⇒ β = 16,26
0
5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải
thỏa mãn điều kiện
σ
H
=
nhw
w
nhH
HM
Ubd
UKT
ZZZ
..
)1.(..2
.
1
2
1
+
ε
≤ [σ
H
] = 509,0905 (MPa).
Trong đó : - Z
M

: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 25